【文章內(nèi)容簡介】 世紀(jì)中葉 ,多種類型的顎式破碎機被研制出來 ,并獲得了廣泛的應(yīng)用。上個世紀(jì)末 ,全世界已有70多種不同結(jié)構(gòu)的顎式破碎機取得了專利權(quán)。 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 7 1858 年 ,埃里 .布雷克 () 取得了制造雙肘板顎式破碎機的專利權(quán)?，F(xiàn)在最常用的顎式破碎機是布雷克的顎式破碎機和更近代制造的單肘板顎式破碎機。顎式破碎機最大的弱點之一是它們在一個工作循環(huán)內(nèi)只有一半時間進(jìn)行工作。 20世紀(jì) 80 年代中期 ,國外一些廠家已能生產(chǎn)各種大型顎式破碎機，例如 美國Fuller Traylor 公司生產(chǎn)的重型顎式破碎機，規(guī)格為 1676mm? 2134mm，生產(chǎn)能力達(dá)1200t/h；德國 PWH 公司生產(chǎn)的最大雙肘板顎式破碎機的給料口為 2600mm? 1800mm，生產(chǎn)能力達(dá) 2020t/h；英國 Babbitless 公司生產(chǎn)的 BCS 系列顎式破碎機，其生產(chǎn)能力可達(dá) 6000t/h。 20世紀(jì) 80 年代以來，我國顎式破碎機的研制工作與改進(jìn)工作取得了一定的成果。北京礦冶研究總院的破碎機專家王宏勛教授和 他的學(xué)生丁培洪碩士引用了“動態(tài)嚙角”的概念，開發(fā)出 GXPE 系列深腔顎式破碎機，當(dāng)時在國內(nèi)引起了一定程度的轟動。 該機與同種規(guī)格的破碎機相比，在相同工況條件下，處理能力可提高%30~%20 ，齒板壽命可提高 2~1 倍。該機采用負(fù)支撐零懸掛，具有雙曲面腔型。 第二代 GXPE250?400 破碎機在第一代的基礎(chǔ)上進(jìn)行了全面改進(jìn)，增大了破碎比，降低了產(chǎn)品粒度 最大給料粒度為 220mm，生產(chǎn)能力為 ht/16~5 ，排料口調(diào)整范圍為mm40~10 ，給料抗壓強度小于 300MPa。 PEY4060 液壓保險顎式破碎機，以液壓缸為過載保護(hù)裝置，正支撐、正懸掛、深破碎腔。該機最大給料粒度為 340mm，排料口調(diào)整范圍為 mm100~30 ，生產(chǎn)能力為ht/40~10 。 多靈 — 沃森機械有限公司的戌吉華高級工程師集多年實踐經(jīng)驗，設(shè)計了目前國內(nèi)最大的 1200?1500 復(fù)擺 顎式破碎機。 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 8 圖 11 某破碎機焊接機架 圖 12 大傳動破碎機機架 圖 13 大傳動破碎機示力圖 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 9 第 2 章 總體設(shè)計過程 基本結(jié)構(gòu)： 鄂式破碎機的主體機構(gòu)由機架、偏心軸、動鄂板、定鄂板、肘板共五個機構(gòu)組成。另有其他輔助零件，如固定齒板、襯板、擋罩、墊片、滑塊、推力板、止動螺釘、鎖緊裝置。 圖 21 復(fù)擺顎式破碎機結(jié)構(gòu)示意圖 工作原理 帶輪與偏心軸固聯(lián)成一整體，他是運動和動力輸入構(gòu)件，即原動件，其余構(gòu)件都是從動件。當(dāng)帶輪和偏心軸 2 繞軸線 A 轉(zhuǎn)動時，驅(qū)使輸出構(gòu)件動鄂 3 做平面復(fù)雜運動，從而將礦石壓碎。 顎式破碎機的工作原理如圖 24 所示，其由動顎板、定顎板、偏心軸及推力板組成。動顎板上部與偏心軸相連，下部由推力板支撐。偏心軸轉(zhuǎn)動時，動顎板不僅對定青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 10 顎板作往復(fù)擺動，同時還沿定顎板有很大幅度的上下運動。動顎板上各點的運動 軌跡如圖所示。動顎板上部的運動軌跡接近圓形，越向下水平運動幅度越小，運動軌 跡也越呈橢圓形。 推力板動鄂板偏心軸定鄂板 圖 22 復(fù)擺鄂式破碎機結(jié)構(gòu)圖 圖 23 復(fù)擺顎式破碎機機構(gòu)運動簡圖 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 11 圖 24 復(fù)擺鄂式破碎機運動軌跡示意圖 結(jié)構(gòu)參數(shù) 嚙角 ? 設(shè)計破碎機時，原料最大顆粒的尺寸為已知。為保證原料最大顆粒能順利地進(jìn)入破碎腔中，則給料口尺寸為 ： B=（ ） maxD ，式中 maxD 原料最大顆粒尺寸。國內(nèi)顎式破碎機規(guī)格尺寸已標(biāo)準(zhǔn)化，因此，根據(jù)已知 maxD 按上式求得 B 值后，再按破碎機標(biāo)準(zhǔn)選取破碎機規(guī)格尺寸，即破碎機給料口寬度 B 和長度 L。對非標(biāo)準(zhǔn)設(shè)計，按上式確定給料口寬度之后，其給料口長度可根據(jù)用戶對破碎機生產(chǎn)率的要求確定。 顎式破碎機動顎板與固定顎板之間的夾角叫 嚙角。在動顎壓緊物料時，保證動顎板有效地咬住物料而不向上滑動和考慮提高生產(chǎn)率的關(guān)系，實際上顎式破碎機嚙角 ?為： 17 26??? 。 破碎機排料口有一個范圍由 minb 到 maxb 和平均值 b=( maxb + minb )/2,對應(yīng)排料口尺寸就有進(jìn)料口尺寸 maxB 和 minB 以及 B=( maxB + minB )/2，本設(shè)計中動顎處于死 點位置，此時青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 12 排料口 b 值為平均值并有下列關(guān)系： tan BbH? ??，式中 B=給料口尺寸， b=排料口尺寸。 因此 在本設(shè)計中作者 選擇 嚙角 ? 為 17 。 兩顎板的布置方式 破碎機定、動顎板的布置方式，可歸納為三種：動顎板相對垂直方向傾斜一個 ?角而定顎板垂直； 定、動顎板分別傾斜為 1? 和 2? 角；定顎板傾斜 ? 角而動顎板垂直。 在破碎機規(guī)格尺寸 L、排料口尺寸 b、動顎行程 S 和動顎擺動次數(shù) n 相同的條件下，生產(chǎn)率與1 2tan tan? ??成反比。對圖 41a、 c 兩種破碎機 嚙角為 ? ，則生產(chǎn)率與tan? 成反比。 當(dāng) 12? ? ??? 時，則 12ta n ta n ta n? ? ???， 更 甚 者 是 12ta n ta n ta n? ? ???（21???） 》11 2 2ta n ta n ( / 2 )? ? ? ? ?? ? ?，故后者設(shè)計更合理，而且 12 /2? ? ??? 更為有利。但是，從動顎運動學(xué)方面來看，當(dāng) 12 /2? ? ??? 時，會受到動顎運動特性的約束，其綜合影響結(jié)果，并不一定有利。因此，一般常采用 120????的方案。若固定顎板裝 響 設(shè)曲線形襯板，其傾角為 5 左右較合適。 嚙角對生產(chǎn)率、破碎腔高度的影響 嚙角與破碎機生產(chǎn)率的關(guān)系： 3 0 ( 2 )ta n xxLn S b SQ? ?? 令 030 ( 2 )xxLnS b S K??為常數(shù)，則 0tan KQ?? 從 0tan KQ??知，嚙角 ? 減小，機器生產(chǎn)率增加；反之生產(chǎn)率減少。根據(jù)Gieskieing 和 Gauldie 的試驗，可得實際影響生產(chǎn)率的數(shù)據(jù)。 由此可知，嚙角與破碎腔高度、生產(chǎn)率都成反比。從提高生產(chǎn)率觀點，希望有較小的嚙角。從降低破碎腔高度的觀點，希望有較大的嚙角。 表 25嚙角與生產(chǎn)率的關(guān)系 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 13 嚙角 ? 25 24 23 22 21 20 Gieskieing的生產(chǎn)率 Gauldie 的生產(chǎn)率 動顎水平行程 動顎水平行程對破碎機生產(chǎn)率和破碎力都有影響，排料口水平行程較小時，會降低生產(chǎn)率，但又不能太大，否則，在排料口處的物料，由于產(chǎn)生過壓實現(xiàn)象而使破碎力急劇增大，導(dǎo)致過載而機件損壞。因此動顎在排料口處的水平行程為：m in( ~ )xSb? ，式中 minb 最小排料口尺寸。一 般常用 ? （ B 為給料口尺寸，單位為 mm） ,求動顎排料口水 平行程。 因此xS 54 25 0 13 .5X mm?? 傳動角 ? 傳動角對動顎運動軌跡、傳動效率等都有影響，當(dāng)偏心距一定時，隨傳動角增加而動顎行程比增大加劇襯板的磨損。增加傳動角 ? ，會提高傳動效率，當(dāng)增加過多，又導(dǎo)致功耗增加。若傳動角 ? 小，傳動效率低，沿肘板方向的力分解為垂直肘座上導(dǎo)致的分力增加易使導(dǎo)軌損壞，故傳動角一般為： 45 55??? 在此設(shè)計中作者 選擇 ??50? 。 偏心距 E 偏心距對破碎機生產(chǎn)率和傳動功率都有影響。在其它條件相同的情況下，增大偏心距可使動顎行程增加而提高生產(chǎn)率，但也因此增加功率消耗。在傳統(tǒng)設(shè)計中，偏 心距是由動顎行程通過畫機構(gòu)圖來初步確定的。在這個破碎機的設(shè)計中作者 根據(jù)機構(gòu)圖選擇了 mm20 。 工作參數(shù) 主軸轉(zhuǎn)速 如圖所示， b為公稱排料口， lS 為動鄂下端點水平行程， lA 為排料層的平均嚙角。 ABB1A1 為腔內(nèi)物料的壓縮破碎棱柱體， ABB2A2 為排料棱柱體。破碎機的主軸轉(zhuǎn)速青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 14 n是根據(jù)在一個運動循環(huán)的排料時間內(nèi)，壓縮破碎棱柱體的上層面（ AA1）按自由落體下落至破碎腔外的高度 h計算確定的。而該排料層高度 h與下端點水平行程 lS 及排料層嚙角 l? 有關(guān)。即排料層上層面 AA1 降至下層面并不，正好把排料層的物料全部排出所需的時間來計算主軸的轉(zhuǎn)速。對于排料時間有不同的意見：一種認(rèn)為排料時間 t應(yīng)考慮破碎機構(gòu)的急回特性，即排料時間與機構(gòu)的行程速比系數(shù)有關(guān)。這一觀點未注意到動鄂下端點排料起始點與終止點并不一定與機構(gòu)的兩極限位置相對應(yīng)。另一種認(rèn)為排料時間 t應(yīng)按 t=15/n 計算，即排料時間對應(yīng)于主軸的四分之一轉(zhuǎn)，這種假定與實際情況相差甚大。根據(jù)筆者對破碎過程的實測分析，得 到排料過程對應(yīng)的曲柄轉(zhuǎn)角不小于 180186。 的結(jié)論，認(rèn)為排料時間按主軸半轉(zhuǎn)計算比較符合實際情況。 排料時間 t為： t=30/n。 排料層完全排出下落的高度 h為： h=lS /tanα =gt178。 令 g=9800mm/s178。， α =200 得： 式中 n主軸轉(zhuǎn)速 （ r/min)； lS 動鄂下端點水平行程 （ mm）； α 排料層平均嚙角（ 186。）； 26 排料口處 排料示意圖 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 15 由式可見，主軸轉(zhuǎn)速與排料層嚙角 α 和動鄂下端點水平行程 lS 有關(guān)。該式是機構(gòu)設(shè)計和機型評價的重要公式之一。代入?yún)?shù) 得 n=330 minr 生產(chǎn)率計算 生產(chǎn)率是指在一定的給料粒度和排料粒度條件下，單位時間破碎機所處理的物料量（ kg/h 或 hm/3 ）。它是破碎機重要的性能指標(biāo)之一。 動鄂擺一次，從破碎腔派出的棱柱體截面積為： 2 )()( 2 heSemF x ??? 將 eSe x?? 和 aSh xtan? 代入得 ： aSbSF xx tan2 )2( ?? 由此可得每小時破碎機的生產(chǎn)率： a SbLnSV xxh tan )2(30 ?? 代入數(shù)據(jù)，求得 hV =1048 hm/3 功率計算 見顎式破碎機教材有公式 m ax6 co s6 1 0xF K S nP X? ??? 式中 p 計算功率放大器（ KW）； maxF最大破碎力（ N）； xS 動顎諸點水平行程平均值（ mm） ； ? 破碎腔平均齒角 （ ? ）； ? 機械總效率，由表可知， ???? 。 等效破碎系數(shù) 已 知 有maxF=585KN 取 ? ? ， n =330 minr ， mm? , 20?? , ?? 所以代入數(shù)據(jù)得 P=。 破碎腔設(shè)計 破碎機的破碎腔是由動、定顎齒板及機架側(cè)壁組成的空間。其腔型是由給、排料口尺寸（已標(biāo)準(zhǔn)化），破碎腔嚙角，動、定顎齒板布置方式，襯板縱向剖面形狀及齒板ek青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 16 的齒形等確定的。破碎腔的腔型直接影響破碎機主要經(jīng)濟(jì)技術(shù)指標(biāo)，如生產(chǎn)率、比能耗、產(chǎn)品粒度組成、粒形和襯板使用壽命等。 隨著破碎機不斷的發(fā)展，特別是近年來提出“多碎少磨”增大破碎機破碎比和提高產(chǎn)品質(zhì)量的情況下，不論是設(shè)計新型破碎機，還是對 現(xiàn)有老破碎機挖潛、改造、設(shè)計最佳破碎腔都是很有意義的工作。 現(xiàn)有破碎機的排料口處生產(chǎn)率普遍偏小，為了改善這種情況，提高破碎機的生產(chǎn)率，所以采用曲線型破碎腔。采用曲線型破碎腔時，生產(chǎn)率沿破碎腔高度變化曲線。因此，可采用變嚙角設(shè)計破碎腔，且嚙角值從排料口到給料口時逐漸加大的，但必須保證給料口嚙角值小于極限嚙角值。 在特別情況下，由于顎式破碎機動顎中下部有一處動顎運動特征的行程比最大，以及物 料里含中等塊度比較多，故動顎中部磨損很厲害。針對這種情況，顎 的破 碎機將動顎襯板制成圓弧曲線?？傊?，設(shè)計破碎腔時，要力求滿足 。增加產(chǎn)量、針對襯板磨損規(guī)律，盡量延長襯板使用壽命、合理確定破碎腔高度，減輕重量 。 青島理工大學(xué)本科畢業(yè)設(shè)計（論文）說明書 17 第 3 章 顎式破碎機的運動學(xué)和動力學(xué)分析 隨著生產(chǎn)的發(fā)展，機械的載荷和速度不斷提高，各種實際應(yīng)用對平面連桿機構(gòu)提出了各種更高的要求，也包括了動力學(xué)和機構(gòu)方面的要求。如何設(shè)計出同時滿足這些要求的平面連桿機構(gòu)，長期以來一直是平面連桿機構(gòu)研究中的一個重要課題。 對機構(gòu)運動特性的研究最早是采用圖解法來分析機構(gòu)的運動特性。圖解法的優(yōu)點是形象直觀、做法一般較為簡便，但精度不高、費時較多。對于高速機械和精 密機械中的機構(gòu)，用圖解法做運動分析往往不能滿足高精度的要求，圖解法對于復(fù)雜機構(gòu)是無能為力的。采用圖解法對機構(gòu)進(jìn)行類型綜合或尺寸綜合的工作量更大，甚至無